二级圆锥-圆柱齿轮减速器轴的方案设计

目录

一、设计任务3

二、电动机的选择和计算 4

三、传动比 6

四、传动装置的运动和动力参数7

五、齿轮的设计计算9

六、箱体的设计计算14

七、二级圆锥—圆柱齿轮减速器轴的方案设计16

八、轴承的校核23

九、键的选择与校核27

十、轴承的润滑及密封29 十一、设计小节30

一、设计任务

带式输送机的原理是通过传动装置给皮带传替力和运动速度。它在社会生产中广泛应用，包括在建筑、工厂、生活等方面。其执行机构如下：

带式输送机传动装置设计

1.原始数据和条件

1)推力F=4000N；

2)推头速度V=0.85m/min；

3)工作情况：两班制，常温下连续工作，空载起动，载荷平稳；

4)使用折旧期10年。

2..参考传动方案

二、电动机的选择和计算

1、类型：按工作要求和条件，选用三相笼式异步电动机，封闭式结构；电压380v，Y型。

2、 容量：,1000

w

d w a

P F v

P P η?=

=

Kw ∴工作效率1000d a

F v

P η?=

η

　

η

Ⅰ

Ⅱ

Ⅲ

Ⅳ

η

η

η

η

η

η

η

由电动机至运输带的传动总效率为

42

12345a ηηηηηη=????

其中 12345,,,,ηηηηη分别代表轴承、弹性联轴器、圆锥齿轮、圆柱齿轮、卷筒的效率。 查表1，取1η=0.98，2η=0.99 3η=0.96，4η=0.97，5η=0.96

42

42123450.940.990.960.970.960.81a ηηηηηη==????=

40000.85

4.2100010000.81

d a Fv P kw η?=

==?

3、电机转速

卷筒轴工作转速为： 6010006010000.85

583.14280

v n D π???=

==? r/min

按表1推荐的传动比合理范围，取二级圆锥—圆柱齿轮减速器传动比'1025a i =

故电动机转速的可选范围为

''(10

25)585801450d a n i n =?=?= r/min

符合这一范围的同步转速有750，1000，1500 r/min

根据容量和转速，由有关手册查出有三种传动比方案：

方案

电动机型号

额定功率

电动机转速 r/min 电动机重量 kg

同步转速

满载转速

1 Y132S —4 5.5kw 1500 1440 81

2 Y160M —8 5.5kw 750 720 125 3

Y132M2—6

5.5kw

1000

960

85

综合比较而言，选定方案3比较合适，因此选定电动机型号为Y132M2—6 其主要性能如下：

型号

额定功率 KW 满载时

起动电流

额定电流

起动转矩

额定转矩

最大转矩额定转矩

转速 r/min 电流（380v 时 ） A 效率 % 功率因数 % Y132M2—6

5.5

960

6.5

85.3

84

6.5

2.0

2

电动机主要外形和安装尺寸列于下表：

单位：mm

中心高H

外形尺寸

(/2)L AC AD HD ?+?

底脚安装尺寸

A B ?

地脚螺柱孔直径K

轴伸尺寸

D E ?

装键部位尺寸 F GD ?

132 515?345?315

216?178

12

38?80

10?41

三、传动比

1、总传动比

满载传动 m n =960 r/min

96016.5558

m n n i n =

== 2、分配传动装置传动比

减速器传动比为：16.55i = 3、分配减速器的各级传动比

圆锥齿轮传动比为：110.250.2516.55 4.143,3i i i ≈=?=>=令 圆柱齿轮传动比为：2116.55 5.523

i i i ===

四、传动装置的运动和动力参数

1、各轴转速

Ⅰ 轴 960/min I m n n r ==

Ⅱ 轴 1

320/m i n I

II n n r i =

= Ⅲ 轴 232057.97/min 5.52

II III n n r i =

== 卷筒轴 57.97

/m i I V I I I n n r == 2、各轴输入功率

I P ＝d P ×212ηη?＝4.2×2

0.980.99?＝4.16 kW

II P ＝I P ×1η?3η＝3.910.980.96 3.91??= kW III P ＝II P ×12 3.720.980.99 3.61ηη?=??=kW* 3、各轴输出功率

Ⅰ 轴 '

0.98 4.160.98 4.08I I P P KW =?=?= Ⅱ 轴 '

0.98 3.910.98 3.83I I I I P P K W =?=?= Ⅲ 轴 '

0.98 3.720.98 3.65

I I I I I

I P P K W =?=?= 4、各轴输入转矩

电动机轴输出转矩： 420

955041.78.960

d T N m =?

= Ⅰ 轴 I T ＝01241.780.9941.36.d d T T N m ηη?=?=?=

Ⅱ 轴 112133341.360.980.96116.73.II I I T T i T N m ηηη=??=???=???=

Ⅲ 轴 223214116.73 5.520.980.97612.52.III II I T T i T i N m ηηη=??=???=???= 卷筒输入转矩：12612.520.980.99594.27.IV III T T N m ηη=??=??= 5、各轴输出转矩

Ⅰ 轴 '

0.98

41.360.9840.53.

I I T T N m =?=?= Ⅱ 轴 '

0.98116.730.98114.39.II II T T N m =?=?=

Ⅲ 轴 '

0.98612.520.98600.27.III III T T N m =?=?=

卷筒轴 '

0.98594.2

70.98582.38.

I V I V T T N m =?=?=

6、运动和动力参数计算结果整理与下表

轴名

效率P（KW）转距T (N?M) 转速n

min

/r

传动比

i

效率

η输入输出输入输出

电动机 4.20 41.78 960

1.00

0.99 Ⅰ轴 4.16 4.08 41.36 40.53 960

3.00 0.94

Ⅱ轴 3.91 3.83 116.73 114.31 320

5.52 0.95

Ⅲ轴 3.72 3.65 612.52 600.27 57.97

1.00 0.97

卷筒轴 3.61 3.54 594.27 582.38 57.97

五、齿轮的设计计算

选用齿轮类型、精度等级、材料和齿数

1、选直齿圆锥齿轮传动为高速传动，直齿圆柱齿轮为低速传动；

2、运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095—88）;

3、材料选择，由表10—1选择两小齿轮材料都为40Cr（调质）、硬度为280HBS；两大齿轮材料都为45号钢（调质）、硬度为240HBS，两者材料硬度差为40HBS.

（一）高速级齿轮传动的设计计算

1、选小齿轮齿数Z 1=24，大齿轮Z 112z i ?==32472?= 。

2、按齿面接触强度计算：由计算公式2

131(1)2.92()[]

t E t d H k T Z u d u φσ?+≥??进行计算 1)确定公式内的各计算值： (1)试选定载荷系数=t K 1.3 (2)计算小齿轮的转距：41

11

95.5 4.05310.P T N m n =?=?

(3)查表选得齿宽系数0.3R φ=

(4)由表10—6得，材料的弹性影响系数21

8.189MP Z E = (5)小齿轮的lim1650,H MPa σ=大齿轮的lim 2550,H MPa σ= (6)由公式计算压力循环次数 假设一年工作300天

1160h N n jL ==960960112830010) 2.76510??????=?

9

812 2.765109.216103

N N u ?===?

(7)由图10—9查得接触疲劳寿命系数10.92HN K =，2 1.0HN K =，

(8)计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1，安全叙述为S=1，得可得:

1lim1

1[]0.92650598HN H H K MPa

S

σσ?=

=?=

2lim2

2[] 1.0550550HN H H K MPa S σσ?==?=

2） 计算

⑴计算小齿轮的分度圆直径,1t d 代入[]H σ中的较小值

3

22133122

(1)189.8 1.340.53102.92()() 2.9262.166(1)[]5500.3(10.3)3

E t R R H KT Z u d mm u u φφσ+??=??=??=-?-? ⑵计算圆周速度v ：11

3.1462.166960

3.125/601000601000

t d n v m s π????=

=

=??

⑶计算齿宽b: 21110

62.1660.329.4922

R t

R u b R d mm φφ+=?==??= ⑷计算齿宽与齿高之比b/h

模数：1162.166 2.59024

t t d m mm Z =

== 齿高： 2.25 2.25 2.590 5.83t h m mm ==?= 则 /29.49/5.83 5.06b h ==

⑸计算载荷系数

根据v=3.125m/s ，8级精度，查得动载系数K v =1.12 取2.1==ααF H K K

由表10—2查得使用系数： 1.0A K = 由表10—9查得 1.00H be K β=

则 1.5 1.5F H H be K K K βββ===

故载荷系数 1 1.121 1.5 1.68A V H H K K K K K αβ=???=???= ⑹按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，

3

11t t

K

d d K =?31.682.01062.16667.711.3mm =?=

⑺计算模数m ：1167.71 2.8224

d

m mm z === 取3m mm =

3）按齿根弯曲强度设计：

(1)由式10—23得弯曲强度的设计公式为

1

3

2221()

4[](10.5)1

Fa Sa F R R Y Y KT m z u σφφ?≥

?

-??+

确定各项计算值：

1)由图10—20c 查得小齿轮的弯曲强度极限：1550FE MPa σ=，大齿轮的弯曲强度极限为

MPa FE 3802=σ

2)由图10—18查得弯曲疲劳寿命系数 10.87FN K =，

20.90FN K = 3)计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数，S=1.4，由式（10—12）得

[]F σ=

110.87550

341.791.4FN FE K MPa S σ??==

[]F σ=220.90380244.291.4FN FE K MPa S σ??==

4)计算载荷系数K

1 1.121 1.5 1.68A V F F K K K K K αβ=???=???=

查取齿型系数 2.65Fa Y =，2 2.236Fa Y =，查取应力校正系数得：1 1.58sa Y =, 2 1.754sa Y = 5)计算大、小齿轮的

[]

Fa Sa

F Y Y σ，并加以比较 111 2.65 1.580.01225[]341.79Fa Sa F Y Y σ?== 2 2.236 1.754

0.01605[]244.29

Fa Sa F Y Y σ?==

⑵设计计算

31

33222221()44 1.6840.53100.01605 2.229[]0.3(10.15)2410(10.5)1

Fa Sa F R R Y Y KT m z u σφφ????≥?=?=?-??-??+ 对'H 计算结果，齿面接触疲劳强度计算的模数m 大雨由齿根弯曲疲劳强度计算的模 数。由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度 所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模 数2.142，并就近圆整为标准值m=2.5mm ，按接触 强度计算得的分度圆直径167.71d =，算 出小齿轮齿数

1167.71

27.084282.5

d Z m =

==≈ 大齿轮齿数 2132884Z u Z =?=?=

这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做 到结构紧凑、避免浪费。 4、几何尺寸计算 1)计算分度圆直径

1128 2.570d z m mm =?=?= 2284 2.5210d z m mm =?=?=

2)计算中心距

1270210

14022

d d a ++=

== 3)节锥顶矩 221 2.528

131110.68022

mZ R u mm ?=

+=?+= 4）节圆锥角

111

18?26'6''3

arctg

arctg u δ=== °2190-7133'54''δδ==

5）大端齿顶圆直径

小齿轮 a 111d 2c o

s 702 2.5c o s 1826'6''74.743

d m m m δ=+=+??= 大齿轮 a 222d 2c o

s 2102 2.5c o s 7133'54''211.581

d m m m δ=+=+??= 6)齿宽

0.3110.68033.20R B R m m φ=?=

?=

取2135,40B mm B mm == 7)验算

4

1122 4.0531*******t T F N d ???===

1115834.0610034

A t K F N N

m m b ??==< 所以设计符合条件。

（二）低速级齿轮传动的设计计算 １、齿轮材料，热处理及精度

考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 （1）齿轮材料及热处理

大小齿轮材料为45钢（调质）。齿面渗碳淬火，硬度为250HRC 。 （2）齿轮精度：按GB/T10095－1998，选择8级，齿根喷丸强化。

2、试选小齿轮的齿数为1Z =17，2Z =125.521793.84,94u Z Z ?=?==取

3、按齿面接触强度计算 由计算公式d 2

13

1(1)2.32()[]

t E t d H k T Z u u φσ?±=??进行计算 1)确定公式内的各计算值：

⑴试选定载荷系数=t K 1.3；

⑵计算小齿轮的转距，由前面算得：5

1 1.14410.T N mm =?；

⑶查表选得：齿宽系数0.1=d φ；

⑷由查表得，材料的弹性影响系数21

8.189MP Z E =

⑸按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限：1650,HLIM MPa σ=

⑹大齿轮的接触疲劳强度极限：2550,HLIM MPa σ= ⑺由公式计算压力循环次数

N 1=60h jL n 1=8

603201(2830010)9.21610??????=?

N 28

89.21610

1.670105.52

?==?

⑻查得接触疲劳寿命系数1 1.0,HN K =2 1.07;HN K = (9)计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全叙述为S=1，得可得:

[H σ]1=

11 1.0650

6501.0HN HLim K MPa S σ??==

[H σ]2=22 1.07550

588.51.0

HN HLim K MPa S σ??==

2） 计算

⑴计算小齿轮的分度圆直径,1t d 代入[H σ]中的较小值

2

2

3

1(1)2.32()61.106[]

t E t d H k T Z u d mm u φσ?+=??

=,取165t d mm =

⑵计算圆周速度v ：11 3.1465.0320

1.089/601000601000

t d n v m s π????===??

⑶计算齿宽b: b=?d φ d =t 116565mm ?= ⑷计算齿宽与齿高之比b/h 模数： 1t 1d

65

3.82417

t m mm z ==

==

齿高： 2.25 2.25 3.8248.603t h m mm =?=?=

则 b/h=65/8.603=7.56

⑸计算载荷系数：根据v=1.089m/s ，7级精度，由图10—3查得动载系数K v =1.05 假设100/A t b

K F N mm ?<，可查表得，2.1==ααF H K K

由表10—2查得使用系数：K 0.1=A

由表10—4查得7级精度的小齿轮相对支承非对称分布时：

2231.120.1810.60.2310 1.423d H d K b βφφ-=++?+?=（）

有由b/h=7.56，查表得， 1.37F K β=

故载荷系数 1 1.05 1.2 1.423 1.793A V H H K K K K K αβ=???=???= ⑹按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径， 311t t

K

d d K =31.7936572.351.3mm =?=

⑺计算模数：1

1

72.35

4.2617

d m mm Z =

==

3、按齿根弯曲强度设计 ⑴得弯曲强度的设计公式为13

2

1()

2[]

Fa Sa T d F Y Y K m z φσ?≥

?确定各项计算值； 错误！未找到引用源。 由图10—20c 查得小齿轮的弯曲强度极限：1550FE MPa σ=，大齿轮的弯曲强度极限为MPa FE 3802=σ；

② 由图10—18查得弯曲疲劳寿命系数10.90FN K =，

20.93FN K =； 错误！未找到引用源。 计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数，S=1.4，由式（10—12）可得

1[]F σ=

110.90550

353.571.0

FN FE K S σ??==MPa

2[]F σ=

220.93380

252.431.0

FN FE K S σ??==MPa

④ 计算载荷系数K

1 1.05 1.

2 1.37 1.726A V F F K K K K K αβ=???=???=

⑤ 查取齿型系数 2.97Fa Y =，2 2.192Fa Y =

错误！未找到引用源。 查取应力校正系数得：1 1.52sa Y =, 2 1.84sa Y = 错误！未找到引用源。 计算大小齿轮的

[]

Fa Sa

F Y Y σ，并加以比较： 111 2.97 1.520.01276[]353.57Fa Sa F Y Y σ?== 2 2.192 1.784

0.01549[]252.43

Fa Sa F Y Y σ?==

⑵设计计算：1321()2[]Fa Sa T d F Y Y K m z φσ?≥?532

2 1.726 1.144100.01549 2.766117

???=?=?, 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。

由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决 定的承载能力仅于齿轮直径（即模数于齿轮的乘积）相关；可取由弯曲强度算得的模数 2.766mm ，并就近圆整为标准值。按接触强度算得的分度圆直径172.35d mm =。 则小齿轮齿数:1Z =

172.3524.11253

d m ==≈， 大齿轮齿数：12 2.5225138Z u Z =?=?=,

⑶几何尺寸计算 ① 计算分度圆直径

1125375d Z m mm =?=?=

221383414d Z m mm =?=?=

② 计算中心距：1275414

244.522

d d a mm ++===

③ 计算齿轮宽度：117575d b d mm φ=?=?= 取 2175,80B mm B mm ==

④ 验算：5

2122 1.144103050.775t T F N d ??===

13050.740.67510075

A t K F N N

mm mm b ??==< 所以设计符合条件。

六、箱体的设计计算

已知：中心距 a=244.5mm,a 为圆柱齿轮传动中心距。 1、机座壁厚δ

0.02530.025244.539.1128a mm mm δ=+=?+=> 取δ=10mm

2、机盖壁厚1δ

1108mm mm δδ≈=≥ 取1δ=10mm

3、机座凸缘厚度b

1.5 1.51015b mm δ==?=

4、机盖凸缘厚度1b

111.5 1.51015b mm δ==?=

5、机座底凸缘厚度2b

2 2.5 2.51025b mm δ==?=

6、地脚螺钉直径f d

0.036120.036244.51221.18f d a mm =+=?+= 取24f d mm =。

由机械设计手册上查的标准件内六角圆柱头螺钉 其螺纹规格d 为M （24） 7、地脚螺钉数目n

因为244.5a mm =，250~500a mm mm < 所以n =4 8、轴承旁连接螺栓直径1d

10.750.752418f d d mm ==?=；取120d =mm 。

查得标准件六角头螺栓─C 级 其螺纹规格 d 为M （20） 9、机盖与机座连接螺栓直径2d

2(0.5~0.6)(0.5~0.6)24(12~14.4)f d d mm mm ==?=

查得标准件六角头螺栓─C 级 其螺纹规格 d 为M （12） 10、连接螺栓2d 的间距l

150~200l mm mm =，取175l mm =

11、轴承端盖螺钉直径3d

()()30.4~0.50.4~0.524(9.6~12)f d d mm ==?= 取310d mm =

查得标准件内六角圆柱头螺钉 其螺纹规格d 为M(10) 12、窥视孔盖螺钉直径4d

()()40.3~0.40.3~0.424(7.2~9.6)f d d mm ==?= 取48d mm =

查得标准件内六角圆柱头螺钉 其螺纹规格d 为M （8） 13、定位销直径d

()()20.7~0.80.7~0.812(8.4~9.6)d d mm ==?= 取10d mm =

查得标准件内六角圆柱头螺钉 其螺纹规格d 为M （10） 14、12,,f d d d 至外机壁距离1c

由机械设计课程设计指导书中表4，取 11min 2418c mm c mm =≥ 15、2,f d d 至凸缘边缘距离2c 同样取224c mm = 16、轴承旁凸台半径1R

1224R c mm ==

17、外机壁至轴承座端面距离1l

1121024241058l c c mm =++=++=

18、大齿轮顶圆与内机壁的距离1?：1 1.2 1.21012mm δ?>=?= 取1?=20mm 19、圆锥齿轮端面与内机壁的距离2?：mm 121=>?δ 取mm 162=? 20、机盖、机座肋厚1,m m

110.850.85108.5m mm δ≈=?=

0.850.85108.5m mm δ≈=?= 21、凸台高度h 50h mm = 22、轴承端盖凸缘厚度t

()()()31~1.21~1.21010~12t d mm ==?=，取12t mm =

23、轴承端盖外径2D 2D =轴承孔直径+3(5

5.5)d =38+()5~5.5108893?=，取290D mm =

24、轴承旁联接螺柱距离S 290S D mm ≈=

七、二级圆锥—圆柱齿轮减速器轴的方案设计

第一根轴的设计

1． 确定输出轴上的功率1P ，转速1n 和转距1T 。由前面可知1P =4.89KW ，1n =960r/min,

1T =48.645M N ?。

2． 求作用在轴上的力

9.138********

*2121===

m d T Ft

480

162618cos 20tan 9.13891cos tan 1cos "'00'1====δαδFt F F r

160162618sin 20tan 9.13891sin tan 1sin "'00'1====δαδFt F F r

3、初步确定轴的最小直径：

低速轴Ⅲ材料为45钢，经调质处理。按扭转强度计算，初步计算轴径，根据15─3取

0120A =，于是得：65.20960

89.4*120*33

110min ===n p A d ,显然此处为轴的最小直径为使得出轴与联轴器的孔径相同，需确定联轴器的型号。

联轴器的转距： 取 1.5,A K = 。73645.48*151===T K Tca A

采用弹性块联轴器（TL 4型）,其公称转矩为125.N m ，轴孔直径为25mm ，轴孔长度52,L mm =联轴器与轴配合的毂孔长度138.L mm =所以mm d II I 25=-.

4、轴的结构设计：

1） 拟定轴上零件的装配方案；

具体的装配与结构图如装配图所示。 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段长度。

（1）为了满足轴向定位要求，在轴Ⅰ―Ⅱ处右边设一轴肩，取28d mm ∏-I∏=，左端用轴端挡圈挡住，按轴端直径取挡圈直径32mm,为保证轴端挡圈只压在半联轴上，故∏-I 段长度比1L 稍短些，现取236.L mm =

（2）初步选择滚动轴承，根据28,II III d mm -=在轴承中选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，基本尺寸为307220.75d D T mm mm mm ??=??，

故取30III IV V VI d d mm --==，22.I I I I V

V V I L L mm

-

-==其右端采用轴肩进行轴向定位，取h=2mm,故36.IV V d mm -=

(3)轴承盖的总宽度取为20mm,轴承距离箱体内壁为8mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承加以添加润滑剂的要求。取端盖的外端与半联轴器左端的距离为30mm ，即II III l -=30。 3）轴上零件的周向定位：联轴器与轴的联接采用平键联接。由手册查得平键截面

87,b h mm mm ?=?键槽采用键槽铣刀加工，

长度为20mm,同时为了保证齿轮与轴具有良好的对中性，联轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处的选轴的尺寸公差为m6。小圆锥齿轮跟轴的连接采用平键，由手册查得平键截面

66,b h mm mm ?=?键槽采用键槽铣刀加工，长度为32mm 。

4)确定轴上圆角和倒角尺寸：取轴左端的倒角为2.545?，其右端倒角2.045?。从左至右轴肩的圆角半径分别为1.6mm ，1.0mm ，2.0mm ，2.0mm ，1.0mm ，1.6mm 。 5、求轴上载荷

首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定支点位置时承，应从手册中查取a 值。

对于30306型圆锥滚子轴承由手册查得a=16mm,因此，作为简支梁的轴的支承跨距为：

(22-16)2+35=47mm ?,根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。

从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C 是危险截面。现将计算出的截面C 处的H M ，V M ，M 值列于下表：

载荷 水平面H

垂直面V

支反力 1731.4NH F N =-,22121.1NH F N = 1252.6NV F N =-,2732.6NV F N =

弯矩M 41691H M N mm =?

V M 4798.2.N mm =

总弯矩M 22(41691)(4798.2)41966.2.M N mm =+=

扭矩T

140530T N mm =?

6）按弯扭合成应力校核轴的强度

进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面C 的强度。查表可得

2222

11ca 3

()41966.2(0.640530)22.10.128

M T MPa W ασ++?===? 前已选轴的材料为45钢，调质处理。查得1[]60MPa σ-=,因此ca 1[]σσ-<，故安全。

第二根轴的设计

1、确定输出轴上的功率2P ，转速2n 和转距2T 。由前面可知2P =4.696w ，2n =320r/min,

2T =140.146N.m

2、求作用在轴上的力

由前面第一根轴的受力分析可得作用在第二根轴上大圆锥齿轮的力 ()()()N F F N F F N F F r a a r t t 4801609.1389121212======

由后面第三根轴的受力分析可得作用在第二根轴上小圆柱齿轮的力

()()()N F F N F F N F F a a r r t n t 4.4413.10123.27253'23'23'2======

3、初步确定轴的最小直径

轴Ⅱ材料为45钢，经调质处理。按扭转强度计算公式，初步计算轴径，取0120A =

mm n P A d 3.29320

696

.412033

220min ===。取35I II d mm -=。

此处为轴的最小直径。 4、轴的结构设计

1）拟定轴上零件的装配方案；

2）根据轴向定位的要求确定轴的各段长度。

（1）初选轴承为滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据35d mm I-∏=，选取0基本游隙，标准精度级的单列圆锥滚子轴承（型号为30307），基本尺寸为358023d D B mm ??=??，取35I II V VI d d mm --==。 （2）右端滚动轴承采用轴肩定位。由手册查得30307型轴承的定位轴肩高度h=5mm ，因此45II III d mm -=。锥齿轮距左端箱体的距离为16mm, 考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s ，取s=8mm 。已知滚动轴承宽度T=34mm,大锥齿轮轮毂长L=40mm 。所以1659I II V VI L L T s mm --==++=。锥齿轮和轴承之间用轴环确定距离，取其宽度为3425I II L mm --=。

(3)已知大圆锥齿轮轮毂宽度为40mm,为了使套筒端面可靠地压紧圆锥齿轮，此轴段长度略短轮毂宽度，故取38II III L mm -=。圆锥齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度0.07h d >，取h=4mm ，则轴环处直径53III IV d mm -=。轴环宽度 1.4,b h ≥取 1.4,25III IV b h L mm -≥=。 (4)已知小圆柱齿轮轮毂的宽度为80mm ，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段长度略短轮毂宽度，故取75IV V L mm -=。至此轴Ⅱ的各端长度和直径都已确定。 3）轴上零件的周向定位

圆柱齿轮和轴的联接采用平键联接。由手册查得平键截面，149,b h mm mm ?=?键槽采用键槽铣刀加工，长度为63mm,同时为了保证齿轮与轴具有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；同样查得圆锥齿轮与轴的联结：平键截面149,b h mm mm ?=?键槽采用键槽铣刀加工，长度为36mm,同时为了保证齿轮与轴具有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处的选轴的尺寸公差为m6。

4)确定轴上圆角和倒角尺寸：取轴左端倒角为2.045?，其右端倒角2.045?。从左至右轴肩的圆角半径均为2.0mm 。

5)轴承由手册查得宽度为a=17mm ，因此，作为简支梁的轴的支承跨距为209L mm =。

从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C 是危险截面。现将计算出的截面C 处的H M ，V M ，M 值列于下表： 载荷 水平面H

垂直面V

支反力

11788NH F N =,21876.7NH F N =

1 3.76NV F N =,2589NV F N =-

弯矩M

149298H M N mm =?

V1M 127224.N mm =V2M 12161.25.N mm =

总弯矩

221(149298)(127224)155701.6.M N m =+=

222(149298)(12161.25)149792.5.M N m =+=

扭矩T

2114.39T N m =?

6）按弯扭合成应力校核轴的强度

进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面C 的强度。查表可得

2222

12ca 3

()(155701.6)(0.6114390)30.30.175M T MPa W ασ++?===?

前已选轴的材料为45钢，调质处理。查得1[]60MPa σ-=,因此ca 1[]σσ-<，故安全。

第三根轴的设计

1、确定输出轴上的功率3P ，转速3n 和转距3T 。由前面可知3P =4.51KW ，3n =71.67r/min,

3T =600.936.N m 。

2、 求作用在齿轮上的力

因已知低速级齿轮的分度圆直径为44198*5.422===Z m d t mm

3.2725441

936

.600*2223===

d T Ft N 3.1012315810cos 20cos "

'00

==?=tg n tg Ft Fr β 4.441315810tan *3.2275tan "'0===βFt Fa

3、 初步确定轴的最小直径

低速轴Ⅲ材料为45钢，经调质处理。按扭转强度计算，初步计算轴径，取0120A =

mm n P A d 7.4767

.7151.4*12033

330min ===,输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径I II d -。为了使所选的轴直径I II d -与联轴器的孔径相适应，故需确定联轴器的型号。

联轴器的转距：取 1.5,A K =Nm T K Tca A 404.901936.600*5.13===。

查标准GB/T5014―1985,选用弹性块柱联轴器HL 4型，其公称转矩为1250.N m 半联轴

器的孔径50,I d mm =故取50d mm I-∏=；长度112,L mm =联轴器与轴的配合长度为

184L mm =。

4、轴的结构设计

1）拟定轴上零件的装配方案；

2）根据轴向定位的要求确定轴的各段长度。

（1）为了满足轴向定位要求，在Ⅰ―Ⅱ轴处右边需制出一轴肩，取56;d mm ∏-I∏=左端用轴端挡圈挡住，按轴端直径取挡圈直径60mm 。为保证轴端挡圈只压在半联轴上，故∏-I 段长度比L 1稍短些，现取82I II L mm -=。 （2）初选轴承为滚动轴承。因轴承同时承受有径向力和轴向力的作用，故选取单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据56II III d mm -=，选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承，其基本尺寸为6013034d D T mm mm mm ??=??，故取

60III IV VII VIII d d mm --==。

(3)取安装齿轮处的轴段Ⅵ—Ⅶ的直径65V VI d mm -=，齿轮的右段与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为75mm ，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段长度略短轮毂宽度，故取72VI VII L mm -=。左端采用轴肩定位，轴肩高度0.07,h 6mm H d >=取，所以77,b 1.4h,V VI d mm -=≥轴环的宽度取8V VI L mm -=。齿轮距右端箱体的距离为16mm, 考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s ，取s=8mm 。已知滚动轴承宽度T=34mm,所以1658III IV VII VIII L L T s mm --==++=。

(4)锥齿轮距左端箱体的距离为16mm, 锥齿轮与圆柱齿轮的距离为c=25mm 。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s ，取s=8mm 。已知滚动轴承宽度T=34mm,大锥齿轮轮毂长L=40mm 。则：

3481658III IV L T s a mm -=++=++=；

1382514602

IV V b

L L c mm -=+++

=++-=。 至此轴的各端长度和直径都已确定。 3）轴上零件的周向定位

齿轮和半联轴器与轴的联接都采用平键联接。按65V VI d mm -=有手册查得平键截面2012,b h mm mm ?=?键槽采用键槽铣刀加工，

长度为63mm,同时为了保证齿轮与轴具有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6;同样，半联轴器与轴的联接也选用平键

截面为14mm 9?mm,长度70mm, 半联轴器与轴的配合为H7/k6.滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处的选轴的尺寸公差为m6.

4)确定轴上圆角和倒角尺寸：取轴左端的倒角为2.50

45?，其右端倒角2.00

45?。从左至右轴肩的圆角半径分别为1.6mm ，1.6mm ，2.0mm ，2.0mm ，2.0mm ，1.6mm.

5)首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定支点位置时承，应从手册中查a 值。对于30312型圆锥滚子轴承由手册查得a=27mm,因此，作为简支梁的轴的支承跨距为L=192mm,根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。

从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C 是危险截面。现将计算出的截面C 处的H M ，V M ，M 值列于下表：